机械原理笔记

机械原理笔记第一章平面机构的结构分析动链和机构1、运动副：两构件直接接触形成的可动联接(参与接触而构成运动副的点、线、面称为件具有的独立运动的数目(或确定构件位置的独立参变量的数目)构运动简图2、绘图步骤：判断运动副类型，确定位置；合理选择视图，定比例μ；绘图(机架、主l构的自由度LHLHF1)复合铰链：m个构件汇成的复合铰链包含m-1个转动副(必须是转动副，不能多个类构件齿轮容易漏掉，另外机架也是构2)局部自由度：指某些构件(如滚子)所产生的不影响整个机构运动的局部运动的独立限制作用的约束。注：计算时应将虚约束去掉。注：平面机构的常见虚约束：(1)不同构件上两点间的距离保持恒定，若在两一直线时，若一个移动副起约束作用，其余移动副动平面机构的组成原理和结构分析1、高副低代：在平面机构中用低副(转动副或移动副)代替高副的方法。条件要求：代替前后机构的自由度、瞬时速度、瞬时加速度必须相同化为移动副(2)若两轮廓之一为一点，因点的曲率半径为零，所以曲率中心与该点LL4、结构分析:1)先除去虚约束和局部自由度，并高副低代，用箭头标出原动件2)从远离原动件的处开始拆杆组(先试拆Ⅱ级杆，如不能，再拆Ⅲ级杆等)3)接着在剩余的机构中重复(2)的步骤(原动件除外)，因为前者将导入虚约束，而后者则产生局部自由度。副低代如图：第二章平面机构的运动分析研究机构运动分析的目的和方法目的：确定构件的行程或机壳的轮廓；确定机械的工作条件；确定惯性力法：速度瞬心法、相对图解法②解析法③实验法速度瞬心法及其在机构速度分析上的应用速度瞬心:两构件作相对运动时，其相对速度为零时的重合点称为速度瞬心，简称瞬注：两构件在任一瞬时的相对运动都可看成绕瞬心的相对运动。P位于垂直于导路线点M处作纯滚动，则接触点M就是PP：iPP：i=3=131431PPPl11314l31334112121212度成反比。用相对方程图解法求机构的速度和加速度1、同一构件上点间的速度和加速度的求法：(法向加速度与切向加速度矢量都用虚线表(2)速度影像和加速度影像只适用于同一构件上的各点，而不能应用于机构的不同构(3)对三级机构运动分析时，要借助特殊点(阿苏尔点)对机构的速度和加速度分析，阿苏尔点：任选两个两副构件，分别作该两构件的两个运动副中心连线，其交点就是特殊点(3个均取在三副构件上)注意：(1)哥氏加速度方向是相对速度沿W的转动方向转90度(3)所求的点的速度和加速度都只是在这一机构位置时满足要求的点。(4)一个具有确定运动的机构，其速度图的形状与原动件的速度大小无关，即改变(5)速度瞬心法只能求速度而不能求加速度。(6)求构件上任一点的速度，可先求出运动副处点的速度，再用速度影像求该点速度，加速度同上。(书：例题2-2)用解析法作机构的速度和加速度分析2、常用的解析法：矢量法，复数矢量法，矩阵法(前两种用于二级机构求解，可直接求注：(1)已知位移线图，可用计算机进行数字微分或图解微分直接作出相应的速度和(2)已知加速度线图，可用数字积分或图解积分直接得出相应的速度和位移线图第三章平面连杆机构及其设计平面连杆机构的特点及其设计的基本问题；2)能由本实现多种多样)设计计算比较复杂；3)作复杂运动和往复运动的构件的惯性力难以平衡，常用于速度较律动轨迹；2.解析法；3.图谱法；4.实验模型法平面四杆机构的基本型式及其演化以看成是在它的基础上演化而成的。5.各种不同的平面四杆机构都是通过“改换机架、转动副转化为移动副及改变移动副结构平面四杆机构的主要工作特性构三种类型。相对运动关2.转动副转化成移动副的演化设3.3.四杆铰链运动链成为曲柄摇杆机构的条件：特例：若两个构件长度相等且均为最短(1)若另外两个构件长度不等，则不存在整转副(2)若另两个构件长度相等，则当两最短构件相构件的长度满足杆长之和条件。注：1、平面四杆机构具有急回特性的条件：(1)原动件作等速整周转动；(2)输出件作往复运动；(3)902、有急回特性的机构:曲柄摇杆机构、偏置曲柄滑块机构、摆动导杆机构以及具有曲7.压力角a：在不计摩擦力、重力、惯性力的条件下，机构中驱使输出件运动的力的方min②6指连杆与从动件的夹角可利用死点:当工件被夹紧后，现连杆给定位置的平面四杆机构运动设计②连杆位置用连杆平面上任意两点表示：转换机架法现已知运动规律的平面连杆机构运动设计按连架杆对应位移设计四杆机构：①求解两连架杆对应位置设计问题的“刚化反转2.已知两连架杆的两组对应位移，设计实现此运动要求的含一个移动副四杆机：现已知运动轨迹的平面四杆机构运动设计补充：四杆机构设计的条件：(见右上图)第四章凸轮机构及其设计机构是一种结构简单、紧凑的机构，具有很少的活动构件，占件的行程不能过大实现对运动和动力特性有特殊要求的工作行程；实现复杂的运动规律三个构件组成4、分类：①：按凸轮的形状：盘形凸轮，移动凸轮，圆柱凸轮(前两个平面运动，圆柱型式分:尖底从动件、滚子从动件、平底从动件 的直动从动件和往复摆动的摆动从动件)③按凸轮与从动件维持接触(锁合)的方式分：力锁合(重力、弹簧力)、几何锁合SS0可以作出的从动件速度线图和加速度线图。dsdsdsddsv==.=dtddtd1234n个循环中是否需要停歇及停在何处等，可将凸轮机构从动件的位移曲(1)升-停-回-停型(RDRD型)(3)升-停-回型(RDR型) (2)升-回-停型(RRD型) (4)升-回型(RR型)S=f叫类速度叫类速度dtddtd2d3跃动度：j=da=da.d=3dd3dtddtd30123n234n34n34n从动件的运动提的要求越多，相应多项式的方次n越高vca注：从动件在运动起始位置和终止两瞬时的加速度在理论上由零值突(2)n=2的运动规律(等加速等减速运动规律)2h4h4h22h4h4h222有限值，这种由于加速度发生有限值突变而引起的冲击称为sva2012122适用于中速轻载(3)n≥3的高次多项式运动规律：适当增加多项式的幂次，就有可能获得性能良好的运动(4)简谐运动(余弦加速度)运动规律：22注：该运动规律在推程的开始和终止瞬时，从动件的加速度(5)摆线运动(正弦加速度)运动规律：推程阶段的正弦加速度方程为：s=hhsin(2)2在选择从动件的运动规律时，除了要考虑刚性冲击和柔性冲击以外，还外，还要对各种运动规律所具有的最大速度vmax(动量)和最大加速度amax(影响惯性力)及其影响加以比较。(1)对于中、低速运动的凸轮机构，要求从动件的位移曲线在衔接处相切，以保证速度曲线的连续，即要求在衔接处的位(2)对于中、高速运动的凸轮机构，要求从动件的速度曲线在衔接处相切，以保证加速度曲线连续，即要求在衔接处的位移按给定运动规律设计凸轮轮廓曲线——作图法 (如r、e)及转向，求凸轮轮廓曲线上点的坐标值或作出凸轮的轮廓曲线。0反的公共角速度(-)，这样，各构件的相对运关系并不改变，但原来以角速度转动的凸轮将处于静止状态；机架(从动件的导路)则以(-)的角速度围绕凸轮原来的转动轴给定的运动规律相对机架作往复运0②尖顶摆动从动件盘型凸轮机构尖底，用反转法求出一系列的得B1、B2…，其次过这些点画络线，即得到凸轮实际的轮廓线。(注意：①为了保证所有位置的平底都能与轮廓相切，平底左右两侧的宽度必须分别大于导路至左右最远切点的距离b’和b”②对于平底直动从动件，无论导路对心还是偏置，无论取哪一点为参考点，得出的直线族和凸轮平面凸轮轮廓曲线的设计(解析法)1、压力角α：接触点法线与从动件上力作用点速度方向所夹的锐角。(凸轮作用于从动第五章齿轮机构及其设计和分类现自锁时的压力角称为极限压力角①直动移动从动件盘型凸轮机构②摆动从动件盘型凸轮机构2、按照一对齿轮传动的角速比是否恒定分为：(1)圆形齿轮机构(固定)；(2)非圆齿轮机构(变化的)较高，不适用于两轴间距离较大的传动6、齿轮机构设计的内容：①齿轮齿廓形状的设计；②单个齿轮的基本尺寸设计③一对齿轮传动设计律v=.OP=.OPv=.OP=.OPP1122OP212==i把连心线分成的两段线段成反比。渐开线齿廓渐开线齿廓该圆的平面上的轨迹弧AK，称为该圆的渐开线。该圆为基圆，半径为r,b该直线为发生线，9为展角kN开线在K点的曲率中心，而线段NK是渐开线在点K处的曲率半径,起始处曲率半径为0。③渐开线的形状取决于基圆的大小，当基圆半径为无穷大时，其渐开线为krbrk4、渐开线上点K的压力角：一对齿廓相互啮合时，齿轮上接触点K所受到的正向之间所夹的锐角，称为齿轮齿廓在该点的压力角。注：渐开线齿廓各点具有不同的压力角，点K离基圆中心O愈远，压力角愈大。12opr'16、渐开线齿廓的啮合特点：(1)渐开线齿廓的啮合线是直线(啮合线、齿廓接触点的公法线及两基圆的一条内公切线三线重合)(2)啮合角不变，是随中心距而定的常数(啮cosa,=cosa,=b1=b2 (3)渐开线齿廓啮合具有可分性：当两齿轮制成后，基圆半径便已确定，i,=1=op'=rb212,op'r21b1渐开线齿轮各部分的名称及标准齿轮的尺寸kdkmm准值为=20°(由得基圆直径：aafaaaa说明:①分度圆是齿轮上一个人为地约定的齿轮计算的基准圆。规定分度圆上的模数标准4、标准齿条的特点：①同侧齿廓为互相平行的直线。②凡与齿条分度线平行的任一直线上的齿距和模数都模数。③齿条齿廓上线直齿轮的啮合传动121212NN1222122212212(3)非标准安装：其中心距大于标准安装中心距。(4)顶隙：一对相互啮合的齿轮中，一个齿轮的齿根圆与另一个齿轮的齿顶圆之间在cB1B2之1连心线上度量的距离，用C表示。c=c*maPb12a5、渐开线齿轮连续传动的条件：BB≥12aaaa许用重合度BP=aaa许用重合度BP=BN_PN1111=mz1cosa(tga_tga,)6、重合度与基本参数的关系：B1B2=B1P+B2P2a1aaaaaaae传动的平稳性都有提高，它与模数无关，随齿数Za渐开线齿廓的展成加工及根切现象2、展成法切削加工原理：①齿轮插刀切制齿轮②齿条插刀切制齿轮③滚刀切制齿轮标准齿轮4、渐开线齿廓的根切现象：用范成法切制齿轮时，有时刀具会把轮齿根部已切制好的渐，这种现象称为齿廓根切，产生的原因当刀具齿顶与啮合线的交点B2不超过啮合极限点NNM3、变位齿轮的切制：齿条刀中线相对被切齿轮分度圆可能有三种情况(X为径向变位系4、最小变位系数：同一把齿条刀切出齿数相同的标准齿轮、正变位及负变位齿轮的轮齿，齿廓是相同基圆上的渐开线(齿形一样)，只是取渐开线的不同部位作为齿廓。(见aa2minzmin2ff③齿顶圆：变位齿轮的齿顶高仅决定于轮坯顶圆的大小，如果为了保证全齿高为标准值aaaa平行轴斜齿圆柱齿轮机构1、齿廓曲面的形成：(1)渐开线直齿圆柱齿轮齿面的形成：当发生面沿基圆柱作纯滚动时，若平行于齿轮的轴线的直线kk‘在空间的轨迹为直齿圆柱齿轮的齿面。(2)渐开线注:分度圆柱面上的螺旋角简称螺旋角，用β表示，不同圆柱面上的螺旋角不相齿轮啮合时，齿面上的接触线由短变长，再由长变短，减少了传动时的冲击和噪音，提高了传动平稳性，故斜齿轮适用于重载高速传动。(|pn=ptcosbmtt4、斜齿圆柱齿轮的基本参数：分为法p参n面sn(暂不讨论)，分别tt高zzzdbtgβb=dtgβ=tgβcos议t轮的法面参数取标准值；a=a=a=a=an1n2t纵向重合度：e为端面重合度等7、重合度：斜齿圆柱齿轮传动其在啮合线上的长度比直齿圆柱齿轮增加了btgβ。e=e+ee=e+ee==yapmtta相当的直齿轮，称这个虚拟的直齿轮为该斜齿的当量齿轮，其齿数则称为当量齿数，用Zv表示。Z=2p=dvmmcos2nnmzz9.平行轴斜齿轮几何尺寸计算：(具体=计算参t看表ntbttttbtt(2)将由法面参数求得的端面参数表达式代入基本尺寸计算公式中：法1、分类：按蜗杆形状分(1)圆柱蜗杆传动(普通圆柱蜗杆传动、圆弧圆柱蜗杆传动)(2)环面蜗杆传动(3)锥面蜗杆传动2、圆柱蜗杆可分为：(a)阿基米德蜗杆(ZA蜗杆)：阿基米德蜗杆和蜗轮在中间平面下广泛应用。(b)渐开线蜗杆(ZI蜗杆)：渐开线蜗杆的端面齿廓为渐开线，与蜗杆基圆柱相切的截面，齿廓是直线。可用平面砂轮来磨，需要专用机床。(c)法向直廓蜗杆(ZN蜗杆)：法向直廓蜗杆的导程角很大，加工时最好使刀具的切削平面在垂直于齿槽中点螺旋线的法平22izdtgdd=2=21=22zddtgyd11左旋时用左手，四指沿蜗杆的角速度方向弯曲，拇指所指的方向就是蜗杆的轴向力方向，根据作用力与反作用力，拇指的反方向就是蜗轮的向和转向。⑧滑动速度v：=1轴动中有五对圆锥：分度圆锥、齿顶圆锥、齿根开面。注：因球面渐开线不能展成平面，实际使用的圆锥齿轮齿廓不是球面压力角。)③重合度：按当量齿轮进压力角。)③重合度：按当量齿轮进行计算i=1=2=2Ozr。7、直齿圆锥齿轮的啮合传动：①基本参数标准值(圆锥齿轮的基本参数以h=1，c*=0.2②直齿圆锥齿轮的正确啮合条件：am=m=m，a=a=a，R=R=R(式中m,为大端上的模数和121212⑤标准直齿圆锥齿轮的几何尺寸的计算：(1)⑤标准直齿圆锥齿轮的几何尺寸的计算：(1)=2r=2irr1m2212(x_6)1(90o1_1m2212(x_6)1(90o1_6)1==ff16=6=tg62(3)顶锥角根锥角(a和f)：(a)不等顶隙收缩齿：6=6+9，6=6_9，aaffhhtg9=a，tg9=f(9——齿顶角，9——齿根角)；hhaRfRaf(b)等顶隙收缩齿：9=9，9=9a1f2a2f1固定不动的。②周转轮系(分为差动轮系和行星轮系)：当齿轮系转动时，若其中至少杂轮系。定轴轮系的传动比(必考)1、传动比：指输入轴与输出轴的角速度(或转速)之比①平面齿轮：i12=±Z2/Z1“+”号表示内啮合两轮转向相同，“-”号表示外啮合两②空间齿轮:方向用箭头表示，如图所示3、定轴轮系的应用：①实现大传动比传动②实现较远距离的传动③实现换向传动⑤实现多分路传动系的组成及传动比现给周转轮系加上一个角速度为(--ωH)的附加转动后，则行星架固定不动：AHAB用2、周转轮系和复合轮系的应用：①实现大传动比②实现运动的合成③实现运动的分解⑤实现结构紧凑的大功率传动⑥利用行星轮输出的复杂运动星轮系各轮齿数和行星轮数的选择1、设计行星轮系时，其各轮齿数和行星轮数的选择必须满足四个条件，才能装配并正常31H1②同心条件：要求基本构件(两个中心轮和转臂)在同一轴心线上31231222心1231211Hk系，通过(-1)m确定或在图上画箭头。②各轮的轴线并不都平行，但首末两轮的轴线相 绝不反应周转轮系中两轮的绝对转向之间的关系②转化机构中各轮转向用虚线箭头表示，将各轮系的实际转向根据最后的计算结果用实线箭头表示，实Z际转向既不能用(-1)iH=1H=212Z2H1仅适用于两个中心轮之间，也适用于轴线平行的中心轮和行星轮之间，但是绝不能用于轴3、一个复合轮系中，周转轮系的个数并不取决于行星轮的数目，而是决定于系杆的个cosa/cosa注：当轴1以等角速度回转时，轴2以变角速度回转关系1为：21度比的大小，对于双万向联轴节可保证等角速度。2、运动分析：L=pBL=(pApB)L=(pA+pB)动时，棘轮作间歇转动。当棘轮停注：两种棘轮转角的调整：①改变曲柄的转角②利用遮板k(1)单向单动式棘轮机构：摇杆向一个方向摆动，棘轮转过一定角度，摇杆向(1)单向单动式棘轮机构：摇杆向一个方向摆动，棘轮转过一定角度，摇杆向F(rF(r+rcos)>NrsinACCACFF=Nff=tanAA7.4槽轮机构2.槽轮机构的动停比k：j1===d=1=+2=+K8注：内槽轮机构只可以用一个圆销3、非圆齿轮机构：传动比按一定规律变化，用在要求从动轴速度需要按一定规律变化场合静力学的方法进行计算。(具体解法：图解法，解析法)机构力分析的目的和方法功、输出功；有害阻力：如摩擦力等)③运动副反力：机构运转时，运动副中产生的反作用力，可分解为法向和切向两方向(法向反力—正压力，切向反力—摩擦力)④重力：在一个运动循环中，重力所作的功为零⑤惯性力：指加在有变速运动的构件上的虚拟余各力均是外力。力如果使构件绕点的转动状态发生改变时，可用力矩来度量。2.研究机构力分析的目的：①确定机构运动副反力②确定机构需加的平衡力或平衡力矩F=maM=Ja1.分类：①作平面复杂运动的构件i：sisiiF=maM=Ja动惯量不变擦力的确定f〈BCB〈BCBK注意：动代换时不能同时任选两个代换点，静代换可以同时任选两个代换点，但代换前后F=fNffF=fNffff=Rr=1+f2BAM=Qfrf0M=Qfrf0(2)驱动力矩M与载荷Q可合并成一个力Q’，Q’的作用线偏移距离h，则：(注意：力和约束只能画其中一个)f对于跑合轴承：r'=r1+r22机构力分析LH总约束(未直量数目)为2PL+PH。静定条件为：2、机构动态静力分析步骤：①对机构进行运动分析(作出速度、加速度图)；力沿高副接触点的法线方向，但大小未知可见：确定一个平面低副中的反力须求解两个未知量，而确定一个平面高副中的反边形杠杆法上式表明：作用在机构构件上所有力(包括平衡力)对转向速度多边形极点力一样处理，将它们平移到转向速度多边形中的影像点a和b上，对极点取力矩目的和分类副中引起动压力，并传到机架上，当机器不平衡时，将使整个机构发生振动，引起工作机构精度和可靠性下降、零件的磨损和疲劳以及噪声，严重时，将引起机构的共振，损坏设谓静平衡①回转质量可以安装在回转平面内的计算：(矢量计算)矢量mr称为质径积，相对的表达了各质量在同一转速下离心力的大小和方向bb大2、动平衡(双面平衡)：当b/D≥时，回转件的质量不能视为分布在同一平面内。有时不同平面内的不平衡量在静止时并不显示出来，只有在转动时才能显示，称这种不平衡为刚性转子的动平衡计算(质量分布不在同一回转面内)：此时,在一个回转平面内按装平衡质量无法解决平衡问题，必须在两个任选的回转平面内分别安装平衡质量使回转件达到下式，则该回转件同样可以得到平衡。原来质m1、m2、m3所引起的不平衡注意：①单靠在某一平面内进行静平衡，回转件在轴平面内必然存在一个不平衡的离心合(5)总质心在(5)总质心在A、D连线上，机构位置变化时静止不动。②经过动平衡的回转件一定是静平衡的，但静平衡的回转件不一定是动平衡，当质力和惯性力偶矩不可能在构件内部得到平衡，但对整个机构而言，可以平衡其在机架上所由上式可知:当机构总质心位置固定不动或作等速直线运动，机架上所承受的运动构件的零，实现机架的平衡。但由于各构件的运动是循环的，机构总质心S总是沿着①四杆机构的平衡：(1)将构件2的质量代换到B、C两点(2)平衡构件1：对重为(3)同理，平衡构件3:(4)加上对重m、m后，可以认为所有质量集中在A、D两点(2)再加对重m′将质心移到A点：3、近似平衡法(连杆上安装配重不便时采用)：2)平衡曲柄AB：m,=em1+km2Br(第二章)ChCVC注：FV″最大值与原来水平方向动压力的最大值相等,对机械工作不利，所以实际常采用m,r=pmk12Cp=~较小的平衡质量。(p为平衡系数较小的平衡质量。(p为平衡系数)h机器动能的机器动能的变化。即有：WWW士W=EE，其中W—输入功，W—输出功drfG0drfG例：摩托车发动机中利用对称不止平衡动反力机器的运动和功能关系动时，对于任一时间间隔，作用在其上的力所作的功等于E=E2E>E=E2E>E00运动：对任一时间间隔，输入功都等于输出功0机械效率和自锁W=WW=W+W(在一个运动循环中或匀速稳定运动的任一时间间drfPPPPPn=r